JP4729387B2 - Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission for vehicle - Google Patents
Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission for vehicle Download PDFInfo
- Publication number
- JP4729387B2 JP4729387B2 JP2005325272A JP2005325272A JP4729387B2 JP 4729387 B2 JP4729387 B2 JP 4729387B2 JP 2005325272 A JP2005325272 A JP 2005325272A JP 2005325272 A JP2005325272 A JP 2005325272A JP 4729387 B2 JP4729387 B2 JP 4729387B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- thrust
- pulley
- lower limit
- value
- driven
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Active
Links
Images
Landscapes
- Control Of Transmission Device (AREA)
Description
本発明は、車両にそなえられベルトをプーリに押し付けてトルク伝達を行う車両用ベルト式無段変速機(CVT)の油圧制御装置に関する。 The present invention relates to a hydraulic control device for a vehicular belt type continuously variable transmission (CVT) that transmits torque by pressing a belt against a pulley.
近年、燃費低減効果が高い無段変速機を搭載した車両が増加しているが、ベルト式無段変速機では、プライマリプーリ及びセカンダリプーリにベルトを巻回し、両プーリにベルトを押し付け、この押し付け力によって生じる摩擦力を用いることで、ベルトと各プーリ間の動力伝達を行っている。このときプーリとベルト間の摩擦力がベルト駆動力よりも小さいと、ベルトスリップが発生して無段変速機の耐久性を低下させるおそれがある。そのためプーリとベルト間の摩擦力がベルト駆動力を下回ることがないよう、プーリの押し付け力、即ち、プーリ推力(油圧推力、又は、単に、推力ともいう)を与える油圧の下限値を設定している。 In recent years, there are an increasing number of vehicles equipped with continuously variable transmissions that are highly effective in reducing fuel consumption. In belt-type continuously variable transmissions, belts are wound around primary pulleys and secondary pulleys, and the belts are pressed against both pulleys. Power is transmitted between the belt and each pulley by using friction generated by force. At this time, if the frictional force between the pulley and the belt is smaller than the belt driving force, belt slip may occur and the durability of the continuously variable transmission may be reduced. Therefore, the lower limit value of the oil pressure that gives the pushing force of the pulley, that is, the pulley thrust (hydraulic thrust or simply called thrust) is set so that the frictional force between the pulley and the belt does not fall below the belt driving force. Yes.
しかし、変速時(変速比の制御時)において、いずれか一方のプーリへの油圧を減少させる場合、下限値を設定していると油圧の下降を十分に実現できず、応答性悪化のおそれがある。そのため他方のプーリへの油圧を増加させて応答性を確保しているが、他方のプーリへの油圧の増大に伴ってエンジン負荷が増加し、燃費の悪化を招いてしまう。
そこで、従来技術にあっては、プーリへの油圧に下限値(下限ガード)を設定し、供給油圧の低い低圧側プーリへの油圧をこの下限値を下回らないようにすると共に、低圧側プーリへの油圧指令値がこの下限値以下となるときには、この下限値と低圧側プーリへの油圧指示値との差に基づいて他方の高圧側プーリへの油圧指令値を大きい側に補正することにより、ベルトスリップを回避しつつ変速応答性を確保している(例えば、特許文献1参照)。
However, when reducing the hydraulic pressure to one of the pulleys at the time of gear shifting (during gear ratio control), if the lower limit value is set, the hydraulic pressure cannot be lowered sufficiently and the responsiveness may deteriorate. is there. For this reason, the hydraulic pressure to the other pulley is increased to ensure responsiveness, but the engine load increases with the increase of the hydraulic pressure to the other pulley, resulting in deterioration of fuel consumption.
Therefore, in the prior art, a lower limit value (lower limit guard) is set for the oil pressure to the pulley so that the oil pressure to the low pressure side pulley whose supply oil pressure is low does not fall below this lower limit value, and to the low pressure side pulley. When the hydraulic pressure command value is less than or equal to this lower limit value, by correcting the hydraulic pressure command value to the other high pressure pulley based on the difference between this lower limit value and the hydraulic pressure command value to the low pressure pulley, Shift response is ensured while avoiding belt slip (see, for example, Patent Document 1).
なお、かかる従来技術における低圧側プーリ,高圧側プーリとは、予め油圧回路の構造から決まるもので、一般には、プライマリプーリに供給するプライマリ油圧がセカンダリプーリに供給するセカンダリ油圧を利用していることから、プライマリ油圧はセカンダリ油圧を超えることはないため、プライマリプーリが上記低圧側プーリに、セカンダリプーリが上記高圧側プーリに相当する。この場合、プライマリ油圧を下限値でガードすると共に、プライマリ油圧指令値が下限値以下となるときには、下限値とプライマリ油圧指示値との差に基づいてセカンダリ油圧指令値を大きい側に補正することになる。
しかしながら、上記の従来技術にあっては、変速比の制御時に、油圧に着目して、下限ガードによりベルトスリップを回避しつつ変速応答性を確保するようにしているが、変速条件によっては、必要最小限の油圧供給とはならず、燃費向上の余地がまだ残されている。
つまり、上記の従来技術では、例えば、プライマリプーリのプーリ推力がセカンダリプーリのプーリ推力よりも小さい領域でアップシフトを行う場合、高い推力を保持するセカンダリプーリの推力指令値は高いままとされ、さらに低い推力を保持するプライマリプーリの推力指令値を増加させることで対応しており、全体として高い油圧が必要となり、燃費向上の余地が残される(図8参照)。
However, in the above prior art, when controlling the gear ratio, focusing on the hydraulic pressure, the lower limit guard prevents the belt slip while ensuring the shift response. However, depending on the shift condition, it may be necessary. There is still room for improvement in fuel consumption, not the minimum hydraulic pressure supply.
That is, in the above-described conventional technology, for example, when the up-shift is performed in a region where the pulley thrust of the primary pulley is smaller than the pulley thrust of the secondary pulley, the thrust command value of the secondary pulley that holds a high thrust remains high, This is dealt with by increasing the thrust command value of the primary pulley that holds the low thrust, which requires a high hydraulic pressure as a whole, leaving room for improving fuel efficiency (see FIG. 8).
また、プライマリプーリのプーリ推力がセカンダリプーリのプーリ推力よりも大きい領域でダウンシフトを行う場合にも、高い推力を保持するプライマリプーリの推力指令値は高いままとされ、さらに低い推力を保持するセカンダリプーリの推力指令値を増加させるため、上記と同様の課題がある(図10参照)。
また、従来技術にあっては、変速比の制御時に、プーリのストロークエラーe(目標ストロークx*に対する実ストロークxの差;e=x*−x)に対する着目はされていても、ストロークエラーeに対するプーリ制御入力としては、推力比RF(プライマリプーリ推力Fpriとセカンダリプーリ推力Fsecとの比;RF=Fpri/Fsec)の変化までの制御補正はなされていなかった。このため、プーリ推力が高いLOW側の変速比領域では、フィードバック制御入力が相対的に小さくなり、プーリ推力が低いHIGH側の変速比領域では、フィードバック制御入力が相対的に大きくなり、アンバランスを招いていた。
Also, when downshifting is performed in a region where the pulley thrust of the primary pulley is larger than the pulley thrust of the secondary pulley, the thrust command value of the primary pulley that retains high thrust remains high, and the secondary thrust that retains even lower thrust. In order to increase the thrust command value of the pulley, there is a problem similar to the above (see FIG. 10).
In the prior art, even when attention is paid to the pulley stroke error e (difference between the actual stroke x and the target stroke x *; e = x * −x) when controlling the gear ratio, the stroke error e As for the pulley control input, the control correction up to the change of thrust ratio RF (ratio of primary pulley thrust Fpri and secondary pulley thrust Fsec; RF = Fpri / Fsec) has not been made. Therefore, the feedback control input is relatively small in the low gear ratio region where the pulley thrust is high, and the feedback control input is relatively large in the high gear ratio region where the pulley thrust is low. I was invited.
さらに、変速時には、変速速度、即ち各プーリのストローク速度を差推力に応じたものにしたいが、従来技術には、ストローク速度と差推力とを適切な関係とするロジックはなく、課題となっている。
本発明はこのような課題に鑑み案出されたもので、両プーリの推力比に着目しながら、応答性と燃費改善性をともに向上させることができるようにした、車両用無段変速機の油圧制御装置を提供することを目的とする。
In addition, at the time of shifting, it is desired to change the shifting speed, that is, the stroke speed of each pulley according to the differential thrust, but the conventional technology does not have a logic to properly associate the stroke speed and the differential thrust, which is a problem. Yes.
The present invention has been devised in view of such problems, and is a vehicle continuously variable transmission that can improve both responsiveness and fuel efficiency while paying attention to the thrust ratio of both pulleys. An object is to provide a hydraulic control device.
上記目標を達成するため、本発明の車両用無段変速機の油圧制御装置は、駆動側プーリと従動側プーリとをベルトで連結し、前記両プーリに与える油圧推力を調整することにより前記両プーリにおける前記ベルトの回転半径を変化させ、変速比を調整する車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置であって、前記油圧推力に応じて前記駆動側プーリ及び前記従動側プーリの前記回転半径を変化させる油圧式アクチュエータと、車両情報を検出する車両情報検出手段と、前記車両情報検出手段により検出された車両情報に基づいて、前記駆動側プーリ及び前記従動側プーリに対する前記油圧推力を演算し、この演算値に基づいて前記油圧式アクチュエータを制御するコントロールユニットとを備え、前記コントロールユニットは、前記車両情報に基づいて目標変速比を演算し、該目標変速比を維持するための前記駆動側プーリに対する油圧推力と前記従動側プーリに対する油圧推力との比である推力比を演算し、前記駆動側プーリ及び前記従動側プーリの回転に対して前記ベルトが滑らない油圧推力の下限値である駆動側滑り下限値及び従動側滑り下限値を演算し、前記推力比が1未満の場合、前記駆動側滑り下限値を前記駆動側プーリの目標油圧推力である第1駆動側目標油圧推力に設定し、且つ、前記駆動側滑り下限値と前記目標変速比とに基づいて前記従動側プーリの目標油圧推力である第1従動側目標油圧推力を演算し、前記推力比が1以上の場合、前記従動側滑り下限値を前記従動側プーリの目標油圧推力である第2従動側目標油圧推力に設定し、且つ、前記従動側滑り下限値と前記目標変速比とに基づいて前記駆動側プーリの目標油圧推力である第2駆動側目標油圧推力を演算し、さらに、前記油圧推力比が1未満である場合、該目標変速比を維持するための前記従動側プーリの油圧推力である従動側基礎バランス推力に、変速時に必要な制御推力量を加減算した値を前記第1従動側目標油圧推力の候補値として演算し、前記従動側すべり下限値と前記第1従動側目標油圧推力候補値とを比較し、前記第1従動側目標油圧推力候補値が前記従動側すべり下限値よりも大きい場合、前記第1従動側目標油圧推力候補値を前記第1従動側目標油圧推力とし、前記従動側すべり下限値が前記第1従動側目標油圧推力候補値よりも大きい場合、前記従動側すべり下限値と前記第1従動側目標油圧推力候補値との差分である従動側差分値を演算し、前記駆動側すべり下限値とこの従動側差分値との和を前記第1駆動側目標油圧推力とするともに、前記従動側すべり下限値を前記第1従動側目標油圧推力とし、前記油圧推力比が1以上である場合、該目標変速比を維持するための前記駆動側プーリの油圧推力である駆動側基礎バランス推力に、変速時に必要な制御推力量を加減算した値を前記第2駆動側目標油圧推力の候補値として演算し、前記駆動側すべり下限値と前記第2駆動側目標油圧推力候補値とを比較し、前記第2駆動側目標油圧推力候補値が前記駆動側すべり下限値よりも大きい場合、前記第2駆動側目標油圧推力候補値を前記第2駆動側目標油圧とし、前記駆動側すべり下限値が前記第2駆動側目標油圧推力候補値よりも大きい場合、前記駆動側すべり下限値と前記第2駆動側目標油圧推力候補値との差分である駆動側差分値を演算し、前記駆動側すべり下限値を前記第2駆動側目標油圧推力とするとともに、前記従動側すべり下限値とこの駆動側差分値との和を前記第2従動側目標油圧推力とすることを特徴としている(請求項1)。 In order to achieve the above-described target, the hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to the present invention connects the driving pulley and the driven pulley with a belt, and adjusts the hydraulic thrust applied to both the pulleys. A hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle that adjusts a gear ratio by changing a rotation radius of the belt in the pulley, wherein the rotation of the driving pulley and the driven pulley according to the hydraulic thrust Based on a hydraulic actuator that changes the radius, vehicle information detection means for detecting vehicle information, and vehicle information detected by the vehicle information detection means, the hydraulic thrust for the drive pulley and the driven pulley is calculated. And a control unit for controlling the hydraulic actuator based on the calculated value, the control unit comprising the vehicle information A target gear ratio is calculated on the basis of the above, a thrust ratio that is a ratio of a hydraulic thrust force to the driving pulley and a hydraulic thrust force to the driven pulley for maintaining the target gear ratio is calculated; A drive side slip lower limit value and a drive side slip lower limit value, which are lower limit values of hydraulic thrust at which the belt does not slip with respect to rotation of the driven pulley, are calculated, and when the thrust ratio is less than 1, the drive side slip lower limit value Is set to the first drive-side target hydraulic thrust that is the target hydraulic thrust of the drive-side pulley, and the target hydraulic thrust of the driven-side pulley is set based on the drive-side slip lower limit value and the target gear ratio. 1 driven side target hydraulic thrust is calculated, and when the thrust ratio is 1 or more, the driven side slip lower limit value is set to a second driven side target hydraulic thrust that is a target hydraulic thrust of the driven pulley, and Under driven side slip Calculates the second drive-side target hydraulic thrust, which is a target hydraulic thrust of the drive pulley on the basis of said value target gear ratio, further wherein when the hydraulic thrust ratio is less than 1, maintaining the target gear ratio A value obtained by adding or subtracting a control thrust amount necessary for gear shifting to the driven side basic balance thrust, which is the hydraulic thrust of the driven pulley to perform, is calculated as a candidate value of the first driven target hydraulic thrust, and the driven slip A lower limit value is compared with the first driven side target hydraulic thrust candidate value, and if the first driven side target hydraulic thrust candidate value is larger than the driven side slip lower limit value, the first driven side target hydraulic thrust candidate value Is the first driven-side target hydraulic thrust, and the driven-side slip lower limit value is larger than the first driven-side target hydraulic thrust candidate value, the driven-side slip lower limit value and the first driven-side target hydraulic thrust candidate value Is the difference between A driven-side differential value is calculated, and the sum of the drive-side slip lower limit value and the driven-side differential value is used as the first drive-side target hydraulic pressure thrust, and the driven-side slip lower limit value is used as the first driven-side target hydraulic pressure. When the hydraulic thrust ratio is 1 or more, a value obtained by adding / subtracting the control thrust required for shifting to the driving basic balance thrust, which is the hydraulic thrust of the driving pulley for maintaining the target speed ratio Is calculated as a candidate value for the second drive side target hydraulic thrust, the drive side slip lower limit value is compared with the second drive side target hydraulic thrust candidate value, and the second drive side target hydraulic thrust candidate value is When it is larger than the drive side slip lower limit value, the second drive side target hydraulic thrust candidate value is set as the second drive side target hydraulic pressure, and the drive side slip lower limit value is larger than the second drive side target hydraulic thrust candidate value. The drive side A drive side differential value, which is a difference between a lower limit value and the second drive side target hydraulic thrust candidate value, is calculated, the drive side slip lower limit value is set as the second drive side target hydraulic thrust, and the driven side slip lower limit is set. The sum of the value and the drive-side differential value is used as the second driven-side target hydraulic thrust (claim 1).
前記車両情報検出手段は、エンジン回転センサ,駆動側回転センサ,従動側回転センサ,スロットル開度センサ,及び車速センサであることが好ましい(請求項2)。
また、前記コントロールユニットは、目標変速速度を得るために、前記駆動側プーリに対する油圧推力と前記従動側プーリに対する油圧推力との差である差推力を演算し、実変速比を前記目標変速比に追従させるために、前記目標変速比から算出される前記従動側プーリの目標ストローク変位と前記実変速比から算出される前記従動側プーリの実ストローク変位との差分であるストローク差分値と、フィードバック制御ゲインとに基づいて、前記油圧推力にかかるフィードバック制御量を演算し、前記の第1又は第2駆動側目標油圧推力及び第1又は第2従動側目標油圧推力を、前記差推力と前記フィードバック制御量とにより補正した油圧推力に基づいて、前記油圧式アクチュエータを制御することが好ましい(請求項3)。
The vehicle information detecting means, an engine rotation sensor, the drive-side rotation sensor, the driven-side rotation sensor, a throttle opening sensor, and preferably a vehicle speed sensor (claim 2).
Further, the control unit calculates a differential thrust, which is a difference between a hydraulic thrust for the driving pulley and a hydraulic thrust for the driven pulley, to obtain a target transmission speed, and sets an actual transmission ratio to the target transmission ratio. In order to follow, a stroke difference value that is a difference between a target stroke displacement of the driven pulley calculated from the target gear ratio and an actual stroke displacement of the driven pulley calculated from the actual gear ratio, and feedback control Based on the gain, a feedback control amount applied to the hydraulic thrust is calculated, and the first or second drive-side target hydraulic thrust and the first or second driven-side target hydraulic thrust are calculated from the differential thrust and the feedback control. based on the hydraulic thrust corrected by the amount, it is preferable to control the hydraulic actuator (claim 3).
さらに、前記コントロールユニットは、前記駆動側すべり下限値及び前記従動側すべり下限値に基づいて、前記推力比の変化率を等しくするための補正値を算出し、該補正値により前記フィードバック制御量を補正した上で、前記油圧式アクチュエータを制御するか、或いは、該補正値により前記差推力と前記フィードバック制御量とをそれぞれ補正した上で、前記油圧式アクチュエータを制御することが好ましい(請求項4,5)。
Further, the control unit calculates a correction value for equalizing the rate of change of the thrust ratio based on the driving-side slip lower limit value and the driven-side slip lower limit value, and the feedback control amount is calculated based on the correction value. on corrected, or controlling the hydraulic actuator, or on the said feedback control amount and said difference thrust corrected respectively by the correction value, it is preferable to control the hydraulic actuator (
この場合、前記推力比の変化率を等しくするための補正値は、前記駆動側すべり下限値及び前記従動側すべり下限値を、前記駆動側基礎バランス推力と前記駆動側基礎バランス推力とが一致する油圧推力から各プーリのストローク変位が中立となる変速比が1のすべり下限値間での油圧推力を用いて無次元化されることが好ましい(請求項6)。 In this case, the correction value for equalizing the rate of change of the thrust ratio is such that the driving side basic balance thrust and the driving side basic balance thrust match the driving side sliding lower limit value and the driven side sliding lower limit value. It is preferable to make the dimensionless by using the hydraulic thrust between the slip lower limit values with a gear ratio of 1 at which the stroke displacement of each pulley is neutral from the hydraulic thrust (Claim 6 ).
本発明(請求項1)の車両用無段変速機の油圧制御装置によれば、作動油圧を下げながらベルトの滑りを防止することができ、応答性と燃費改善性をともに向上させることができるようになる。
本発明(請求項1)の車両用無段変速機の油圧制御装置によれば、変速速度を高めることができ、変速制御の良好な応答性を確保することができる。
According to the hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to the present invention (Claim 1), it is possible to prevent the belt from slipping while lowering the operating hydraulic pressure, and to improve both responsiveness and fuel efficiency improvement. It becomes like this.
According to the hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to the present invention (claim 1 ), the shift speed can be increased, and good responsiveness of the shift control can be ensured.
本発明(請求項3〜6)の車両用無段変速機の油圧制御装置によれば、変速制御時の各制御パラメータに役割分担させて制御の安定性を向上させることができる。
According to the hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to the present invention (
以下、図面により、本発明の実施の形態について説明する。
[実施形態]
図1〜図11は、本発明の一実施形態を説明するもので、図1,図2はその構成を説明する図、図3〜図5はその制御内容を説明する各種相関図、図6,図7はその制御内容を説明するフローチャート、図8〜図11はその効果を説明する図である。
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[Embodiment]
FIGS. 1 to 11 illustrate an embodiment of the present invention. FIGS. 1 and 2 are diagrams illustrating the configuration, FIGS. 3 to 5 are various correlation diagrams illustrating the control contents, and FIGS. FIG. 7 is a flowchart for explaining the control contents, and FIGS. 8 to 11 are diagrams for explaining the effects.
[CVT油圧制御装置搭載車両のシステム構成]
図1は、CVT油圧制御装置(車両用無段変速機の油圧制御装置)を搭載した車両(自動車)のシステム構成図である。エンジン10の動力はトルクコンバータ20及び前後進クラッチ30を介してCVT300に伝達される。CVT300は駆動側のプライマリプーリ310及び従動側のセカンダリプーリ320からなり、両者の間に介在されたベルト330により動力伝達を行う。
[System configuration of vehicle equipped with CVT hydraulic control device]
FIG. 1 is a system configuration diagram of a vehicle (automobile) equipped with a CVT hydraulic control device (hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle). The power of the
かかるCVT300ではこれらの駆動側及び従動側双方のプーリ310,320にかかる油圧を独立して制御することで変速が行われ、プライマリプーリ(駆動側プーリ)310及びセカンダリプーリ(従動側プーリ)320はそれぞれプライマリスライドプーリ311及びセカンダリスライドプーリ321を備えている。このプライマリスライドプーリ311及びセカンダリスライドプーリ321を油圧によりスライドさせることで、プライマリプーリ310及びセカンダリプーリ320におけるベルト回転半径を独立に変化させて変速を行う。
In the CVT 300, the oil pressure applied to the
オイルポンプ40は、第1調圧弁51を介してプライマリ調圧弁71及びセカンダリ調圧弁72に油を供給し、第2調圧弁52を介してプライマリソレノイド108及びセカンダリソレノイド109に油を供給する油圧源である。また、プライマリソレノイド108及びセカンダリソレノイド109はCVTコントロールユニット100により制御されるソレノイドバルブであり、それぞれプライマリ調圧弁71及びセカンダリ調圧弁72と接続して信号圧を送ることで制御を行う。
The
[CVTプーリの油圧制御]
オイルポンプ40により発生した油圧は第1調圧弁51によりライン圧に調整され、プライマリ調圧弁71及びセカンダリ調圧弁72に供給される。また、第2調圧弁52によりパイロット圧とされてプライマリソレノイド108及びセカンダリソレノイド109に供給される。CVTコントロールユニット100はプライマリソレノイド108及びセカンダリソレノイド109を制御し、供給されたパイロット圧を所望の信号圧に調整してプライマリ調圧弁71及びセカンダリ調圧弁72に供給する。
[Hydraulic control of CVT pulley]
The hydraulic pressure generated by the
プライマリ調圧弁71及びセカンダリ調圧弁72は、供給された信号圧に基づいてライン圧を調圧し、それぞれプライマリスライドプーリ311及びセカンダリスライドプーリ321に油圧を供給してスライドさせる。以上示されるように、CVTコントロールユニット100によってプライマリソレノイド108及びセカンダリソレノイド109を制御することで、CVT300の変速を達成する。
The primary
[CVTコントロールユニットの制御構成]
図2は、CVTコントロールユニット100の制御ブロック図である。CVTコントロールユニット100は、変速比制御部200,油圧変換部106,電流変換部107を有しており、さらに、変速比制御部200は、目標変速比演算部201,実変速比演算部202,入力トルク演算部203,滑り下限推力演算部204,推力比演算部205,基礎バランス推力演算部206,差推力演算部207,補正値演算部208,変速フィードバック制御部(変速フィードバック量演算部)209,滑り防止及び油圧最小推力配分演算部(以下、推力配分演算部)210を有している。
[Control configuration of CVT control unit]
FIG. 2 is a control block diagram of the
また、本ベルト式無段変速機の油圧制御装置を搭載した車両には、車速センサ101,プライマリプーリ310の回転数を検出するプライマリ回転センサ102,セカンダリプーリ320の回転数を検出するセカンダリ回転センサ103,エンジン回転センサ104,スロットル開度センサ105が設けられ、これらの各センサは検出値をCVTコントロールユニット100の変速比制御部200へ出力する。
Further, in a vehicle equipped with the hydraulic control device for the belt type continuously variable transmission, the
目標変速比演算部201は車速センサ101から入力された車速VSP,プライマリ回転センサ102から入力されたプライマリプーリ回転数Npri及びスロットル開度センサ105から入力されたスロットル開度TV0に基づき目標変速比ip*を演算し、差推力演算部207,変速フィードバック制御部209へ出力する。
実変速比演算部202は、プライマリ及びセカンダリ回転センサ210,220から入力されたプライマリプーリ回転数Npri及びセカンダリプーリ回転数Nsecに基づき実変速比ipを演算し、滑り下限推力演算部204,推力比演算部205,差推力演算部207,補正値演算部208,変速フィードバック制御部209へ出力する。
The target gear
The actual gear
入力トルク演算部203は、エンジン回転センサ104,プライマリ回転センサ102,スロットル開度センサ105からエンジン回転数Ne,プライマリプーリ回転数Npri,スロットル開度TV0の入力を受け、プライマリプーリ回転数NPri及びエンジン回転数Neに基づき速度比VSを演算し、スロットル開度TV0及びエンジン回転数Neに基づきエンジントルクTeを演算する。この速度比VS,エンジン回転数Ne及びエンジントルクTeよりプライマリプーリ310への入力トルクTinを算出し、滑り下限推力演算部204,推力比演算部205に出力する。
The input
滑り下限推力演算部204は、実変速比演算部202,入力トルク演算部203から入力された実変速比ip及び入力トルクTinに基づきプライマリプーリ310及びセカンダリプーリ320における滑り下限推力Flp,Flsを演算し、基礎バランス推力演算部206,補正値演算部208へ出力する。
ここで、滑り下限推力Flp,Flsとは、ベルトスリップが発生せずに各プーリとベルトのトルク伝達が可能な各プーリの推力である。具体的には、プライマリプーリ310における伝達トルク及びベルト回転半径をTpri,Rpri、プーリの狭角をθ、プーリとベルトとの動摩擦係数をμとすれば、プライマリプーリ310の伝達トルクTpriは、
Tpri=Rpri×2μ×Fpri/cosθ
即ち、
Fpri=Tpri×cosθ/(2μ×Rpri)
であり、プライマリプーリ310においてベルトスリップが発生しない条件は、
プーリとベルト間の摩擦力≧伝達トルク
であるから、安全率をεpriとすれば、プライマリプーリ310における滑り下限推力Flpは、
Flp=εpri×Tpri×cosθ/(2μ×Rpri)
一方、セカンダリプーリ320における滑り下限推力Flsについても、プライマリプーリ310と同様に求められ、
Fls=εsec×Tsec×cosθ/(2μ×Rsec)
ここで、プライマリプーリ310とセカンダリプーリ320におけるベルト張力Tは同一であるため、
T=Tpri/Rpri=Tsec/Rsec
したがって、
Tsec=Tpri×Rsec/Rpri
よって
Fls=εsec×(Tpri×Rsec/Rpri)×cosθ/(2μ×Rsec)
=εsec×Tpri×cosθ/(2μ×Rpri)
=(εsec/εpri)Flp
プライマリ側とセカンダリ側の安全率を同一値とすれば
Flp=Fls=F
となり、プライマリプーリ310の滑り下限推力Flpとセカンダリプーリ320の滑り下限推力Flsとは同一値Fとなる。
The lower slip
Here, the slip lower limit thrusts Flp and Fls are the thrusts of the pulleys capable of transmitting torque between the pulleys and the belt without causing belt slip. Specifically, if the transmission torque and belt rotation radius in the
Tpri = Rpri × 2μ × Fpri / cos θ
That is,
Fpri = Tpri × cos θ / (2 μ × Rpri)
The conditions under which no belt slip occurs in the
Since the frictional force between the pulley and the belt is equal to or greater than the transmission torque, if the safety factor is εpri, the lower limit thrust Flp in the
Flp = εpri × Tpri × cos θ / (2 μ × Rpri)
On the other hand, the slip lower limit thrust Fls in the
Fls = εsec × Tsec × cos θ / (2 μ × Rsec)
Here, since the belt tension T in the
T = Tpri / Rpri = Tsec / Rsec
Therefore,
Tsec = Tpri × Rsec / Rpri
Therefore, Fls = εsec × (Tpri × Rsec / Rpri) × cos θ / (2 μ × Rsec)
= Εsec × Tpri × cos θ / (2 μ × Rpri)
= (Εsec / εpri) Flp
If the safety factor on the primary side and the secondary side are the same, Flp = Fls = F
Thus, the slip lower limit thrust Flp of the
推力比演算部205では、実変速比演算部202から入力された実変速比ipと入力トルク演算部203から入力された入力トルクTinとに基づいて、所定の変速比を維持できる推力比RF(=Fp/Fs,Fp:プライマリ推力,Fs:セカンダリ推力)を演算し、演算部206,推力配分演算部210に出力する。
基礎バランス推力演算部206は、滑り下限推力演算部204から入力された滑り下限推力Flp,Flsと、推力比演算部205から入力された推力比RFとに基づいて、プライマリプーリ310及びセカンダリプーリ320の基礎バランス推力Fp*,Fs*を演算し、推力配分演算部210に出力する。
In the thrust
The basic balance thrust
この基礎バランス推力Fp*,Fs*の演算について説明する。推力Fは、図3(a)に示すように、変速比ipが高いほど(ロー側ほど)高くなり、入力トルクTinが高いほど高くなる傾向にあり、ある入力トルクTinに対して滑り下限推力Flimの特性線(図3(a)中の太線参照)を設定することができる。また、推力比RFは、図3(b)に示すように、変速比ipが高いほど(ロー側ほど)低くなり、伝達トルクが高いほど高くなる傾向にあり、伝達トルクが0の場合(無負荷時)には、変速比=1において推力比=1となるが、伝達トルクが正となるドライブ走行時には、変速比>1において推力比=1となり、伝達トルクが負となる下り坂走行時やコースト走行時には、変速比<1において推力比=1となる。 The calculation of the basic balance thrusts Fp * and Fs * will be described. As shown in FIG. 3A, the thrust F tends to increase as the gear ratio ip increases (lower), and increases as the input torque Tin increases. A characteristic line of Flim (see a thick line in FIG. 3A) can be set. Further, as shown in FIG. 3B, the thrust ratio RF tends to be lower as the gear ratio ip is higher (lower side), and higher as the transmission torque is higher. When the transmission torque is 0 (none) At the time of driving), the thrust ratio = 1 when the transmission ratio = 1, but at the time of downhill driving where the transmission ratio becomes positive and the transmission ratio becomes negative when the transmission torque becomes positive. During coasting, the thrust ratio = 1 when the gear ratio <1.
基礎バランス推力は、推力比RFがRF<1の領域では、プライマリプーリの基礎バランス推力Fp*は滑り下限推力Flimの値に設定し、セカンダリプーリの基礎バランス推力Fs*はプライマリプーリの基礎バランス推力Fp*、即ち、滑り下限推力Flimよりも推力比の逆数(1/RF)相当だけ高い推力の値に設定する。推力比>1の領域では、セカンダリプーリの基礎バランス推力Fs*は滑り下限推力Flimの値に設定し、プライマリプーリの基礎バランス推力Fp*はセカンダリプーリの基礎バランス推力Fs*、即ち、滑り下限推力Flimよりも推力比RF相当高い推力の値に設定する。 As for the basic balance thrust, in the region where the thrust ratio RF is RF <1, the basic balance thrust Fp * of the primary pulley is set to the value of the lower limit thrust Flim, and the basic balance thrust Fs * of the secondary pulley is the basic balance thrust of the primary pulley. Fp *, that is, a thrust value that is higher than the slip lower limit thrust Flim by a value equivalent to the reciprocal of the thrust ratio (1 / RF) is set. In the region where the thrust ratio is greater than 1, the basic balance thrust Fs * of the secondary pulley is set to the value of the lower limit thrust Flim, and the basic balance thrust Fp * of the primary pulley is the basic balance thrust Fs * of the secondary pulley, that is, the lower limit thrust. The thrust value is set to a value equivalent to the thrust ratio RF higher than Flim.
このような基礎バランス推力を変速比ipに対応して示せば、図3(c)に示すように、伝達トルクが負となるクリープ走行時やコースト走行時には、変速比<1の推力比=1を中心に、推力比<1と推力比>1と領域が区分され、基礎バランス推力Fp*1,Fs*1が決まり、伝達トルクが0の場合(無負荷時)には、変速比=1の推力比=1を中心に、推力比<1と推力比>1と領域が区分され、基礎バランス推力Fp*2,Fs*2が決まり、伝達トルクが正となるドライブ走行時には、変速比>1の推力比=1を中心に、推力比<1と推力比>1と領域が区分され、基礎バランス推力Fp*3,Fs*3が決まる。 If such a basic balance thrust is shown in correspondence with the gear ratio ip, as shown in FIG. 3C, the thrust ratio of gear ratio <1 = 1 at the time of creep travel or coast travel where the transmission torque is negative. When the thrust ratio <1 and the thrust ratio> 1 are divided, the basic balance thrusts Fp * 1 and Fs * 1 are determined, and the transmission torque is 0 (no load), the gear ratio = 1 Centered on the thrust ratio = 1, the thrust ratio <1 and the thrust ratio> 1 are divided into regions, the basic balance thrusts Fp * 2 and Fs * 2 are determined, and the drive ratio when the transmission torque is positive, the gear ratio> Centering on the thrust ratio = 1 = 1, the thrust ratio <1 and the thrust ratio> 1 are divided into regions, and the basic balance thrusts Fp * 3 and Fs * 3 are determined.
このように、無負荷時には、図4(a)に示すように、変速比=1において推力比=1となり、変速比=1を境に、基礎バランス推力Fp*,Fs*を設定することができるが、有負荷時には、図4(b)に示すように変速比>1において、推力比=1となるか、或いは、変速比<1において推力比=1となるので、基礎バランス推力Fp*,Fs*を算出するには、推力比RFに着目することが重要である。 Thus, when there is no load, as shown in FIG. 4A, the thrust ratio = 1 when the gear ratio = 1, and the basic balance thrusts Fp * and Fs * can be set with the gear ratio = 1 as a boundary. However, when there is a load, as shown in FIG. 4 (b), the thrust ratio = 1 when the gear ratio> 1, or the thrust ratio = 1 when the gear ratio <1, so that the basic balance thrust Fp * , Fs *, it is important to focus on the thrust ratio RF.
そして、図5に示すように、推力比=1を境に、これよりも変速比の大きい領域である推力比<1の領域では、プライマリプーリの基礎バランス推力Fp*は滑り下限推力Flimとして、要求される推力比に応じてセカンダリプーリの基礎バランス推力Fs*を設定するセカンダリ制御領域とし、推力比=1よりも変速比の小さい領域である推力比>1の領域では、セカンダリプーリの基礎バランス推力Fs*は滑り下限推力Flimとして、要求される推力比に応じてプライマリプーリの基礎バランス推力Fp*を設定するプライマリ制御領域とする。 Then, as shown in FIG. 5, in a region where the thrust ratio = 1, where the gear ratio is larger than that at the thrust ratio = 1, the basic balance thrust Fp * of the primary pulley is set as the lower limit thrust Flim, A secondary control region in which the basic balance thrust Fs * of the secondary pulley is set according to the required thrust ratio, and in the region where the thrust ratio is smaller than the thrust ratio = 1, the basic balance of the secondary pulley. The thrust Fs * is defined as a primary control region in which the basic balance thrust Fp * of the primary pulley is set according to the required thrust ratio as the lower limit thrust Flim.
差推力演算部207は、差推力と変速速度(又はストローク速度)との関係から、目標変速比に到達するまでの目標変速速度を得るための差推力dFを演算する。この差推力dFは、目標変速比ip*と実変速比ipとの差分から差推力dFを演算する。
The
補正値演算部208は、走行条件VSPと変速比とに適した変速制御入力の補正値αを演算する。この補正値αは、推力比の変化率を等しくするためのもので、下式から算出する。
α=Flim/Fo
ただし、Flim:各ip毎の滑り下限推力,Fo:αを無次元化する変数(変速比ip=1〜推力比RF=1の滑り下限推力)
変速フィードバック制御部209は、実変速比が目標変速に確実に追従するようにフィードバック制御量Ufbを設定する。このフィードバック制御量Ufbは、次式から求める。
Ufb=KP・e+KI∫edt+KD・de/dt
e=xSA−xSR
ただし、e:ストロークエラー,xSA:目標セカンダリストローク,xSR:実セカンダリストローク,KP:比例ゲイン,KI:積分ゲイン,KD:微分ゲイン
The correction
α = Flim / Fo
Flim: slip lower limit thrust for each ip, Fo: variable for making α non-dimensional (slip lower limit thrust with gear ratio ip = 1 to thrust ratio RF = 1)
The shift
Ufb = K P · e + K I ∫edt + K D · de / dt
e = x SA -x SR
Where e: Stroke error, x SA : Target secondary stroke, x SR : Actual secondary stroke, K P : Proportional gain, K I : Integration gain, K D : Differential gain
推力配分演算部210は、基礎バランス推力演算部206,差推力演算部207,補正値演算部208,変速フィードバック制御部209からそれぞれ入力された基礎バランス推力Fp*,Fs*,差推力dF,補正値α,フィードバック制御量Ufbに基づいて、プライマリ推力指令値Fpri,セカンダリ推力指令値Fsecを演算し、油圧変換部106へ出力する。
The thrust
つまり、推力配分演算部210は、推力比が1以下か否かを判断し、推力比が1以下なら、プライマリ推力指令値Fpriをプライマリ推力下限値Flpとし(Fpri=Fp*=Flp)、セカンダリ推力指令値Fsecを基礎バランス推力Fs*に差推力dFとF/B制御量を加えたものとする(Fsec=Fs*+Uin,ただし、Uin=dF+α・Ufb又はUin=α・(dF+Ufb))。
That is, the thrust
さらに、推力比が1以下のもとに、セカンダリ推力がセカンダリ滑り下限値Flsよりも小さいかを判断し、セカンダリ推力がセカンダリ滑り下限値Flsよりも小さいなら、セカンダリ推力Fsecと滑り下限値Flsとの差を計算し(ΔFs=Fls−Fsec)、プライマリ推力をFlp+ΔFsに変更し(Fpri=F1p+ΔFs)、セカンダリ推力をFlsに変更する(Fsec=Fls)。 Further, it is determined whether the secondary thrust is smaller than the secondary slip lower limit value Fls while the thrust ratio is 1 or less. If the secondary thrust is smaller than the secondary slip lower limit value Fls, the secondary thrust Fsec and the slip lower limit value Fls Is calculated (ΔFs = Fls−Fsec), the primary thrust is changed to Flp + ΔFs (Fpri = F1p + ΔFs), and the secondary thrust is changed to Fls (Fsec = Fls).
一方、推力比が1よりも大きければ、プライマリ側に差推力とF/B制御量を加えたものをプライマリ推力指令値Fpri(Fpri=Fp*+Uin)とし、セカンダリ推力指令値Fsecをセカンダリ推力下限値Flsとする(Fsec=Fs*=Fls,ただし、Uin=dF+α・Ufb又はUin=α・(dF+Ufb))。 On the other hand, if the thrust ratio is greater than 1, the primary thrust command value Fpri (Fpri = Fp * + Uin) is obtained by adding the differential thrust and the F / B control amount to the primary side, and the secondary thrust command value Fsec is the secondary thrust lower limit. The value Fls is assumed (Fsec = Fs * = Fls, where Uin = dF + α · Ufb or Uin = α · (dF + Ufb)).
また、推力比が1よりも大のもとに、プライマリ推力がプライマリ滑り下限値F1pよりも小さいかを判断し、プライマリ推力がプライマリ滑り下限値F1pよりも小さいなら、プライマリ推力Fpriと滑り下限値Flpとの差を計算し(ΔFp=F1p−Fpri)、プライマリ推力をプライマリ推力下限値Flpに変更しFpri=Flp)、セカンダリ推力をFlp+ΔFsに変更する(Fsec=Fls+ΔFp)。 Further, it is determined whether the primary thrust is smaller than the primary slip lower limit F1p while the thrust ratio is larger than 1. If the primary thrust is smaller than the primary slip lower limit F1p, the primary thrust Fpri and the slip lower limit are determined. The difference from Flp is calculated (ΔFp = F1p−Fpri), the primary thrust is changed to the primary thrust lower limit Flp and Fpri = Flp), and the secondary thrust is changed to Flp + ΔFs (Fsec = Fls + ΔFp).
油圧変換部106は入力された推力指令値Fpri及びFsecを油圧指令値Ppri及びPsecに換算する。プライマリプーリ310及びセカンダリプーリ320においては遠心力による油圧変化量、プーリ保持スプリング力,及び受圧面積がそれぞれ異なることを考慮して推力指令値Fpri及びFsecの補正を行い、油圧指令値Ppri及びPsecに換算して電流変換部107へ出力する。
電流変換部107は入力された油圧指令値Ppri及びPsecを各ソレノイドの制御用電流に変換し、電流値を出力する。
The hydraulic
The
[プーリ推力演算制御処理]
図6は、CVTコントロールユニット100において実行されるプーリ推力演算制御処理の流れを示すフローチャートである。以下、各ステップにつき説明する。
[Pulley thrust calculation control processing]
FIG. 6 is a flowchart showing a flow of pulley thrust calculation control processing executed in the
ステップS1では、車速センサ101,プライマリ回転センサ102,セカンダリ回転センサ103,エンジン回転センサ104,スロットル開度センサ105の各センサの検出値を読み込み、ステップS2へ移行する。
ステップS2では、目標変速比演算部201,実変速比演算部202,入力トルク演算部203において、実変速比ip、目標変速比ip*,入力トルクTinが演算され、ステップS3へ移行する。
In step S1, the detected values of the
In step S2, the actual speed ratio ip, the target speed ratio ip *, and the input torque Tin are calculated in the target speed
ステップS3では、滑り下限推力演算部204において、実変速比とプライマリ入力トルクとからベルトが滑らない滑り下限推力Flp,Flsが演算され、ステップS4へ移行する。
ステップS4では、推力比演算部205において、走行条件と入力トルクとから所定の変速比を維持できる推力比RFを演算し、ステップS5へ移行する。
In step S3, the slip lower limit thrust
In step S4, the thrust
ステップS5では、基礎バランス推力演算部206において、ステップS2において演算された実変速比ip,目標変速比ip*及び入力トルクTinに基づいて基礎バランス推力Fp*及びFs*を演算し、ステップS6へ移行する。
ステップS6では、差推力演算部207において、ステップS2で演算された目標変速比ip*及び実変速比ipに基づいてプライマリプーリ310とセカンダリプーリ320とのバランス推力に加算される目標変速速度を得るための差推力dF(Fp*−Fs*)を演算し、ステップS7へ移行する。
In step S5, the basic balance thrust
In step S6, the differential
ステップS7では、補正値演算部208において、走行条件と変速比に適した変速比F/B制御の補正値αを演算し、ステップS8へ移行する。
ステップS8では、変速フィードバック制御部209において、実変速比が目標変速に確実に追従するように、変速フィードバック制御Ufbを演算し、ステップS9へ移行する。
In step S7, the correction
In step S8, the shift
ステップS9〜ステップS17では、推力配分演算部210において、基礎バランス推力演算部206,差推力演算部207,補正値演算部208,変速フィードバック制御部209からそれぞれ入力された基礎バランス推力Fp*,Fs*,差推力dF,補正値α,フィードバック制御量Ufbに基づいて、プライマリ推力指令値Fpri,セカンダリ推力指令値Fsecを演算する。
In steps S9 to S17, in the thrust
つまり、ステップS9は、推力比が1以下か否かを判断する。
ステップS9で推力比が1以下と判断されると、ステップS10に移行し、スプライマリ推力をプライマリ推力下限値(Flp)とし(Fpri=Fp*=Flp)、セカンダリ側に差推力とF/B制御量を加えて(Fsec=Fs*+Uin,Uin=dF+α・Ufb又はUin=α・(dF+Ufb))、ステップS11に移行する。
That is, step S9 determines whether the thrust ratio is 1 or less.
If it is determined in step S9 that the thrust ratio is 1 or less, the process proceeds to step S10, where the primary thrust is set to the primary thrust lower limit (Flp) (Fpri = Fp * = Flp), and the differential thrust and F / B are set to the secondary side. The control amount is added (Fsec = Fs * + Uin, Uin = dF + α · Ufb or Uin = α · (dF + Ufb)), and the process proceeds to step S11.
ステップS11は、セカンダリ推力がステップS3で求めたセカンダリ滑り下限値Flsよりも小さいかを判断する。
ステップS12で、セカンダリ推力がセカンダリ滑り下限値Flsよりも小さいと判断されると、ステップS12に移行し、セカンダリ推力Fsecが滑り下限値Flsをどのくらい下回ったかを計算し(ΔFs=Fls−Fsec)、ステップS13に移行する。
ステップS13では、新たなプライマリ推力をFlp+ΔFsとし(Fpri=F1p+ΔFs)、新たなセカンダリ推力をFlbとする(Fsec=Fls)。
In step S11, it is determined whether the secondary thrust is smaller than the secondary slip lower limit Fls obtained in step S3.
If it is determined in step S12 that the secondary thrust is smaller than the secondary slip lower limit value Fls, the process proceeds to step S12 to calculate how much the secondary thrust Fsec falls below the slip lower limit value Fls (ΔFs = Fls−Fsec). The process proceeds to step S13.
In step S13, the new primary thrust is set to Flp + ΔFs (Fpri = F1p + ΔFs), and the new secondary thrust is set to Flb (Fsec = Fls).
一方、ステップS9で推力比が1よりも大と判断されると、ステップS14に移行し、ステップS14では、プライマリ側に差推力とF/B制御量を加え(Fpri=Fp*+Uin,Uin=dF+α・Ufb又はUin=α・(dF+Ufb))、セカンダリ推力をセカンダリ推力下限値(Fls)とし(Fsec=Fs*=F1s) 、ステップS15に移行する。
ステップS15では、プライマリ推力がステップS3で求めたプライマリ滑り下限値F1pよりも小さいかを判断する。
On the other hand, if it is determined in step S9 that the thrust ratio is greater than 1, the process proceeds to step S14. In step S14, the differential thrust and the F / B control amount are added to the primary side (Fpri = Fp * + Uin, Uin = dF + α · Ufb or Uin = α · (dF + Ufb)), the secondary thrust is set to the secondary thrust lower limit (Fls) (Fsec = Fs * = F1s), and the process proceeds to step S15.
In step S15, it is determined whether the primary thrust is smaller than the primary slip lower limit F1p obtained in step S3.
ステップS15で、プライマリ推力がプライマリ滑り下限値F1pよりも小さいと判断されると、ステップS16に移行し、ステップS16では、プライマリ推力Fpriが滑り下限値Flpをどのくらい下回ったかを計算し(ΔFp=F1p−Fpri) 、ステップS17に移行する。
ステップS17では、新たなプライマリ推力をプライマリ推力下限値(Flp)とし(Fpri=Flp)、新たなセカンダリ推力をFls+ΔFpとする(Fsec=Fls+ΔFp)。
If it is determined in step S15 that the primary thrust is smaller than the primary slip lower limit value F1p, the process proceeds to step S16. In step S16, how much the primary thrust Fpri is lower than the slip lower limit value Flp is calculated (ΔFp = F1p). -Fpri), the process proceeds to step S17.
In step S17, the new primary thrust is set as the primary thrust lower limit (Flp) (Fpri = Flp), and the new secondary thrust is set as Fls + ΔFp (Fsec = Fls + ΔFp).
[油圧換算制御処理]
図7は、図6に示すステップS13又はS17以降の処理としてCVTコントロールユニット100の油圧変換部106で実行される油圧換算制御処理の流れを示すフローチャートである。以下、各ステップにつき説明する。
[Hydraulic conversion control processing]
FIG. 7 is a flowchart showing the flow of the hydraulic pressure conversion control process executed by the hydraulic
ステップS21では、各プーリの回転に伴って発生する遠心力による油圧変化量、各プーリを保持するスプリング力、及び受圧面積の各条件から各プーリに対する目標油圧指令値P*pri及びP*secを演算し、ステップS22へ移行する。
ステップS22では、各条件から各プーリにおける最小油圧指令値Ppri_min及びPsec_minを演算し、ステップS23へ移行する。
In step S21, the target hydraulic pressure command values P * pri and P * sec for each pulley are obtained from the conditions of the amount of change in hydraulic pressure due to the centrifugal force generated as each pulley rotates, the spring force holding each pulley, and the pressure receiving area. The calculation is performed and the process proceeds to step S22.
In step S22, the minimum hydraulic pressure command values Ppri_min and Psec_min in each pulley are calculated from each condition, and the process proceeds to step S23.
ステップS23では、演算された目標油圧指令値P*priまたはP*secが最小油圧指令値Ppri_minまたはPsec_minを下回るかどうかが判断され、YESであればステップS24へ移行し、NOであれば制御を終了する。
ステップS24では、最小油圧指令値Ppri_min,Psec_minと目標油圧指令値P*pri,P*secの差分Ppri_min−P*pri,Psec_min−P*secを演算し、プライマリ側差分Ppri_min−P*pri=a(pri)とし、セカンダリ側差分Psec_min−P*sec=a(sec)としてステップS25へ移行する。
In step S23, it is determined whether the calculated target hydraulic pressure command value P * pri or P * sec is lower than the minimum hydraulic pressure command value Ppri_min or Psec_min. If YES, the process proceeds to step S24, and if NO, control is performed. finish.
In step S24, the differences Ppri_min−P * pri and Psec_min−P * sec between the minimum hydraulic pressure command values Ppri_min and Psec_min and the target hydraulic pressure command values P * pri and P * sec are calculated, and the primary side difference Ppri_min−P * pri = a (Pri), secondary side difference Psec_min−P * sec = a (sec), and the process proceeds to step S25.
ステップS25では、プライマリプーリ310とセカンダリプーリ320の受圧面積の違いを考慮して演算されたa(pri),a(sec)の値を補正し、それぞれa(Pri)´,a(sec)´としてステップS26へ移行する。
ステップS26では、油圧最小限を下回っていない方のプーリに対する油圧指令値にステップS25で演算された補正量a(Pri)´もしくはa(sec)´を加算し、制御を終了する。
In step S25, the values of a (pri) and a (sec) calculated in consideration of the difference in pressure receiving area between the
In step S26, the correction amount a (Pri) ′ or a (sec) ′ calculated in step S25 is added to the hydraulic pressure command value for the pulley that is not below the minimum hydraulic pressure, and the control is terminated.
[従来技術と本実施形態の対比]
[1−1:推力比1未満の領域における変速比−推力相関図の対比]
図8は、推力比1未満の領域(推力比1よりも変速比が大きいロー側である領域)における従来技術と本実施形態における変速比−推力相関図の対比を示す図である。図8(a)に従来技術の変速比−推力相関図を、図8(b)に本願ベルト式無段変速機の油圧制御装置によるプーリ推力制御の変速比−推力相関図を示す。
[Contrast of prior art and this embodiment]
[1-1: Comparison of transmission ratio-thrust correlation diagram in a region where the thrust ratio is less than 1]
FIG. 8 is a diagram showing a comparison between the prior art in the region where the thrust ratio is less than 1 (the region on the low side where the gear ratio is larger than the thrust ratio 1) and the gear ratio-thrust correlation diagram in the present embodiment. FIG. 8A shows a gear ratio-thrust correlation diagram of the prior art, and FIG. 8B shows a gear ratio-thrust correlation diagram of pulley thrust control by the hydraulic control device of the belt type continuously variable transmission of the present application.
従来技術では、ベルトスリップ回避のためプーリ推力に下限を設定し、変速時には低推力側プーリの推力を増減させて目標変速比に対応する差推力を確保する制御を行う。低出力側の推力指令値がすべり下限推力を下回った場合は下限推力に保持する。また、保持することで低い推力を持つプーリのベルト回転半径の時間変化率が減少して応答性が悪化することを回避するため、低出力側の推力指令値と下限推力の差分をとり、この差分を高い推力を持つプーリの推力指令値に加算して応答性を確保する。 In the prior art, a lower limit is set for the pulley thrust to avoid belt slip, and control is performed to ensure a differential thrust corresponding to the target gear ratio by increasing / decreasing the thrust of the low thrust pulley during gear shifting. When the thrust command value on the low output side falls below the lower limit thrust, the lower limit thrust is maintained. Also, in order to avoid the deterioration of the responsiveness by reducing the time change rate of the belt rotation radius of the pulley having a low thrust by holding, the difference between the thrust command value on the low output side and the lower limit thrust is taken, and this The difference is added to the thrust command value of the pulley with high thrust to ensure responsiveness.
一方、本実施形態では、低推力側プーリの推力は滑り限界推力に保持し、高推力側プーリの推力を増減させて目標変速比に対応する差推力を確保する制御を行う。高推力側の推力指令値が下限推力を下回った場合は、高推力側の推力指令値をすべり下限推力に保持する。また、応答性確保のため高推力側の推力指令値と下限推力の差分をとり、この差分を低推力側プーリの推力指令値に加算する。 On the other hand, in this embodiment, the thrust of the low thrust side pulley is held at the slip limit thrust, and the thrust of the high thrust side pulley is increased / decreased to perform control to ensure the differential thrust corresponding to the target gear ratio. When the thrust command value on the high thrust side falls below the lower limit thrust, the thrust command value on the high thrust side is held at the lower limit thrust. Further, in order to ensure responsiveness, the difference between the thrust command value on the high thrust side and the lower limit thrust is taken, and this difference is added to the thrust command value of the low thrust side pulley.
(推力比1未満の領域におけるダウンシフト)
変速比をβ1からβ2に増加させてダウンシフトを行う場合、プライマリプーリのベルト回転半径を縮径し、セカンダリプーリのベルト回転半径を拡径する必要がある。この場合、従来技術にあっては低推力側であるプライマリプーリのベルト回転半径を縮径するためプライマリ推力を減少させて変速を達成しようとするが、目標変速比β2に対応するプライマリ推力がすべり下限値を下回るため、目標プライマリ推力とすべり下限値の差分Bを演算し、この差分Bを高推力側であるセカンダリ推力に加算する。同様に、本実施形態では低推力側であるプライマリ推力が滑り下限推力に保持されているため、セカンダリプーリ320のベルト回転半径を拡径すべく、セカンダリ推力F*secを増加させる。
したがって、推力比1未満の領域内のダウンシフトにおいては、従来技術及び本実施形態ともにプライマリ推力を滑り下限推力に保持し、セカンダリ推力を増加させることにより目標変速比に対応する差推力を確保し、ダウンシフトを行う。そのため両者ともに油圧が増加する。
(Downshift in areas where the thrust ratio is less than 1)
When downshifting is performed by increasing the gear ratio from β1 to β2, it is necessary to reduce the belt rotation radius of the primary pulley and increase the belt rotation radius of the secondary pulley. In this case, in the prior art, in order to reduce the primary thrust to reduce the belt rotation radius of the primary pulley on the low thrust side, an attempt is made to reduce the primary thrust to achieve speed change, but the primary thrust corresponding to the target speed ratio β2 does not slip. Since the value falls below the lower limit, a difference B between the target primary thrust and the slip lower limit is calculated, and this difference B is added to the secondary thrust on the high thrust side. Similarly, in the present embodiment, since the primary thrust on the low thrust side is held at the slip lower limit thrust, the secondary thrust F * sec is increased in order to increase the belt rotation radius of the
Therefore, in the downshift in the region where the thrust ratio is less than 1, both the conventional technology and the present embodiment maintain the primary thrust at the slip lower limit thrust and secure the differential thrust corresponding to the target gear ratio by increasing the secondary thrust. Downshift. As a result, both increase the hydraulic pressure.
(推力比1未満の領域におけるアップシフト)
変速比をβ1からβ3に減少させてアップシフトを行う場合は、プライマリプーリのベルト回転半径を拡径し、セカンダリプーリのベルト回転半径を縮径する必要がある。この場合、従来技術にあっては低推力側であるプライマリプーリのベルト回転半径を拡径してアップシフトを達成するため、プライマリ推力を増加させて目標変速比に対応する差推力を確保し、変速を達成する。このとき高推力側であるセカンダリ推力は高推力のまま推移するため、プライマリ推力及びセカンダリ推力ともに高い推力を保持し、全体として油圧負荷は高い状態にある。
(Upshift in the area where the thrust ratio is less than 1)
When performing an upshift by reducing the gear ratio from β1 to β3, it is necessary to increase the belt rotation radius of the primary pulley and reduce the belt rotation radius of the secondary pulley. In this case, in the prior art, in order to achieve the upshift by expanding the belt rotation radius of the primary pulley on the low thrust side, the primary thrust is increased to ensure the differential thrust corresponding to the target gear ratio, Achieve shifts. At this time, since the secondary thrust on the high thrust side remains high, the primary thrust and the secondary thrust are both kept high, and the hydraulic load is high as a whole.
本実施形態では、高推力側であるセカンダリプーリ320におけるベルト回転半径を縮径してアップシフトを達成するため、セカンダリ推力F*secを減少させて目標変速比に対応する差推力を確保する。このとき目標セカンダリ推力F*secの値がプーリ推力の滑り下限値を下回った場合、セカンダリ推力指令値Fsecを滑り下限値に保持するとともに、滑り限界値と目標セカンダリ推力F*secの差分値ΔFsを演算し、この差分値ΔFsをプライマリ推力指令値Fpriに加算する。
In the present embodiment, in order to achieve the upshift by reducing the belt rotation radius in the
したがって、変速比1以上領域内のアップシフトにおいては、従来技術にあってはプライマリ推力及びセカンダリ推力ともに高い推力を保持するため油圧負荷が高くなるが、本実施形態においては高推力のセカンダリ推力指令値Fsecを下げることで油圧負荷を低減している。また、目標セカンダリ推力F*secの値がプーリ推力の滑り下限値を下回った場合、セカンダリ推力指令値Fsecを滑り下限値に保持するとともに、滑り下限値と目標セカンダリ推力F*secの差分値ΔFsを演算し、この差分値ΔFsをプライマリ推力指令値Fpriに加算することで、応答性を確保している。 Therefore, in the upshift in the region where the gear ratio is 1 or more, in the prior art, the hydraulic load increases because both the primary thrust and the secondary thrust are kept high, but in the present embodiment, the secondary thrust command of the high thrust is high. The hydraulic load is reduced by lowering the value Fsec. Further, when the value of the target secondary thrust F * sec falls below the slipping lower limit value of the pulley thrust, the secondary thrust command value Fsec is held at the slipping lower limit value, and the difference value ΔFs between the slipping lower limit value and the target secondary thrust F * sec. And the difference value ΔFs is added to the primary thrust command value Fpri to ensure responsiveness.
[1−2:推力比1未満の領域における経時変化の対比]
図9は、推力比RFが1未満の領域でアップシフトを行う場合における従来技術と本実施形態における各プーリ推力の経時変化を示すタイムチャートである。図9(a)に従来技術のタイムチャートを、図9(b)に本願ベルト式無段変速機の油圧制御装置によるプーリ推力制御のタイムチャートを示す。
[1-2: Contrast of change with time in the region where the thrust ratio is less than 1]
FIG. 9 is a time chart showing changes with time of each pulley thrust force in the prior art and in the present embodiment when upshifting is performed in a region where the thrust ratio RF is less than 1. FIG. 9A shows a time chart of the prior art, and FIG. 9B shows a time chart of pulley thrust control by the hydraulic control device of the belt type continuously variable transmission of the present application.
(時刻t1)
時刻t1においてアップシフト変速制御が開始される。従来技術では低推力側のプーリ推力を増大させて目標変速比に対応する差推力を確保するためプライマリ側推力指令値の制御を行うが、本実施形態では高推力側プーリの推力指令値を減少させて目標変速比に対応する差推力を確保する。したがって、従来技術においては、各プーリのベルト回転半径を目標変速比ip*に対応した回転半径とすべく、プライマリ推力指令値Fpriが急上昇し、セカンダリ推力指令値Fsecは徐々に低下する。
(Time t1)
Upshift transmission control is started at time t1. In the prior art, the primary thrust command value is controlled to increase the pulley thrust on the low thrust side to ensure the differential thrust corresponding to the target gear ratio, but in this embodiment the thrust command value for the high thrust pulley is decreased. To ensure a differential thrust corresponding to the target gear ratio. Therefore, in the prior art, the primary thrust command value Fpri rapidly increases and the secondary thrust command value Fsec gradually decreases so that the belt rotation radius of each pulley is set to the rotation radius corresponding to the target speed ratio ip *.
これに対し本実施形態では高い油圧をかけられているセカンダリプーリ320の推力指令値Fsecを制御して目標変速比ip*に到達させるため、プライマリプーリ310の推力指令値Fpriを滑り下限推力Flpに保持しつつ、セカンダリプーリ320の推力指令値Fsecの値を低下させてアップシフトを行う。
このとき、目標変速比ip*に対応すべくセカンダリプーリ320の推力指令値Fsecは急激に低下し、これに伴ってプライマリプーリ310とセカンダリプーリ320との推力の差は急減する。Fsecは滑り下限推力Flsを下回ってさらに低下しようとするが、変速制御部160によりFsecは滑り下限推力Flsを下限とされており、滑り下限推力Flsに到達して減少を停止する。
On the other hand, in the present embodiment, the thrust command value Fsec of the
At this time, the thrust command value Fsec of the
(時刻t1〜t2)
時刻t1〜t2では、従来技術におけるセカンダリ推力は減少を継続し、プライマリ推力については、制御量は同一値で推移するものの推力は若干減少する。
一方、本実施形態では、セカンダリプーリ320の推力指令値Fsecが滑り下限推力Flsに到達して減少を停止したことで、セカンダリプーリ320のベルト回転半径の時間変化率が低下し、プライマリ推力指令値Fpriを滑り下限推力Flpに保持したままでは応答性が悪化する。
(Time t1 to t2)
From time t1 to t2, the secondary thrust in the conventional technique continues to decrease, and the primary thrust slightly decreases although the control amount changes at the same value.
On the other hand, in this embodiment, when the thrust command value Fsec of the
そのため滑り下限推力Flsとセカンダリ推力指令値Fsecの差分ΔFsをプライマリ推力指令値Fpriに加算する。ΔFsの加算により、Fpriの値は上昇を開始し、時刻t1〜t2にわたって上昇を継続する。また、セカンダリ推力指令値Fsecは滑り限界推力に保持されてそのまま推移する。セカンダリ推力指令値Fsecとプライマリ推力指令値Fpriの差推力もt1と同一の値で推移する。 Therefore, the difference ΔFs between the lower limit sliding slip Fls and the secondary thrust command value Fsec is added to the primary thrust command value Fpri. By adding ΔFs, the value of Fpri starts to rise and continues to rise from time t1 to time t2. Further, the secondary thrust command value Fsec is maintained as it is by the slip limit thrust. The differential thrust between the secondary thrust command value Fsec and the primary thrust command value Fpri also changes at the same value as t1.
(時刻t2)
時刻t2では、従来技術においてプライマリ推力が急減少を開始し、それに伴ってプライマリプーリヘの制御量も減少を開始する。本実施形態においては、セカンダリ推力指令値Fsecが滑り下限推力に達しても停止しなかったと仮定した場合、時刻t2においてFsecは推力指令値Fsecに到達し、増加を開始する。したがって、滑り下限推力とセカンダリ推力指令値Fsecの差分ΔFsは減少を開始し、ΔFsが加算されたプライマリ推力Fpriも減少を開始する。Fpriの減少に伴い、差推力も減少を開始する。
(Time t2)
At time t2, the primary thrust starts to decrease rapidly in the prior art, and the control amount to the primary pulley also starts to decrease accordingly. In the present embodiment, when it is assumed that the secondary thrust command value Fsec has not stopped even if the secondary thrust command value Fsec reaches the slip lower limit thrust, Fsec reaches the thrust command value Fsec and starts increasing at time t2. Therefore, the difference ΔFs between the lower limit thrust and the secondary thrust command value Fsec starts to decrease, and the primary thrust Fpri added with ΔFs also starts to decrease. As Fpri decreases, the differential thrust begins to decrease.
(時刻t3)
時刻t3において滑り下限推力Flsとセカンダリ推力指令値Fsecの差分ΔFsの値が0となる。そのため図6のフローチャートにおけるステップS13又はS17から図7のフローチャートにおけるステップS20へ移行する制御の流れとなり、プライマリ推力指令値Fpriは滑り限界推力の値に保持され、セカンダリ推力指令値Fsecは目標変速比ip*に対応したベルト回転半径となるよう制御され、上昇を開始する。
(Time t3)
At time t3, the value of the difference ΔFs between the lower slip thrust Fls and the secondary thrust command value Fsec becomes zero. Therefore, the flow of control proceeds from step S13 or S17 in the flowchart of FIG. 6 to step S20 in the flowchart of FIG. 7, the primary thrust command value Fpri is held at the slip limit thrust value, and the secondary thrust command value Fsec is the target gear ratio. The belt rotation radius corresponding to ip * is controlled to start rising.
(時刻t4)
時刻t4において、従来技術及び本実施形態のベルト回転半径がともに目標変速比ip*に対応する値に達し、各プーリ推力が一定値となる。これに伴い従来技術ではプライマリプーリの制御量が一定値となり、本実施形態では差推力が0となる。
(Time t4)
At time t4, both the belt rotation radius of the conventional technology and this embodiment reach a value corresponding to the target speed ratio ip *, and each pulley thrust becomes a constant value. Accordingly, in the conventional technique, the control amount of the primary pulley becomes a constant value, and in this embodiment, the differential thrust becomes zero.
[2−1:推力比1以上の領域における変速比に対する推力の相関図の対比]
図10は、推力比1以上の領域(推力比1よりも変速比が小さいハイ側である領域)における従来技術と本実施形態における変速比−推力相関図の対比を示す図である。図10(a)に従来技術の変速比に対する推力の相関図を、図10(b)に本願ベルト式無段変速機の油圧制御装置によるプーリ準力制御の変速比−推力相関図を示す。
[2-1: Comparison of thrust correlation diagram with gear ratio in region where thrust ratio is 1 or more]
FIG. 10 is a diagram showing a comparison between the prior art in a region where the thrust ratio is 1 or more (a region on the high side where the gear ratio is smaller than the thrust ratio 1) and the gear ratio-thrust correlation diagram in the present embodiment. FIG. 10 (a) shows a correlation diagram of thrust against the gear ratio of the prior art, and FIG. 10 (b) shows a gear ratio-thrust correlation diagram of pulley standard force control by the hydraulic control device of the belt type continuously variable transmission of the present application.
推力比1未満の領域と同様、従来技術では、低推力側プーリの推力を増減させて目標変速比に対応する差推力を確保し、目標変速比に到達させる制御を行う。低推力側の推力指令値がすべり下限推力を下回った場合は下限推力に保持し、応答性悪化を回避するため低推力側の推力指令値と下限推力の差分を高い推力を持つプーリの推力指令値に加算して応答性を確保する。 Similar to the region where the thrust ratio is less than 1, in the prior art, the thrust of the low thrust pulley is increased or decreased to ensure a differential thrust corresponding to the target gear ratio, and control to reach the target gear ratio is performed. When the thrust command value on the low thrust side falls below the lower limit thrust, the lower thrust is maintained at the lower limit thrust, and the thrust command of the pulley with high thrust is set to the difference between the thrust command value on the low thrust side and the lower limit thrust to avoid responsiveness deterioration. Add to the value to ensure responsiveness.
本実施形態においても推力比1未満の領域と同様、低推力側プーリの推力は滑り下限推力に保持し、高推力側プーリの推力を増減させて目標変速比に対応する差推力を確保し、目標変速比に到達させる制御を行う。高推力側の推力指令値が下限推力を下回った場合は、高推力側の推力指令値を滑り下限推力に保持し、応答性確保のため高推力側の推力指令値と下限推力の差分を低推力側プーリの推力指令値に加算する。 Also in this embodiment, similarly to the region where the thrust ratio is less than 1, the thrust of the low thrust pulley is maintained at the lower slip thrust, and the thrust of the high thrust pulley is increased or decreased to ensure the differential thrust corresponding to the target gear ratio. Control to reach the target gear ratio is performed. If the thrust command value on the high thrust side falls below the lower limit thrust, the thrust command value on the high thrust side is held at the lower limit thrust, and the difference between the thrust command value on the high thrust side and the lower limit thrust is reduced to ensure responsiveness. Add to the thrust command value of the thrust pulley.
(推力比1以上の領域におけるダウンシフト)
変速比をβ1´からβ2´に増加させてダウンシフトを行う場合、プライマリプーリのベルト回転半径を縮径し、セカンダリプーリのベルト回転半径を拡径する必要がある。
推力比1以上の領域と同様、従来技術にあっては低推力側であるセカンダリプーリのベルト回転半径を拡径してダウンシフトを達成するため、セカンダリ推力を増加させて目標変速比に対応する差推力を確保し、変速を達成する。このとき高推力側であるプライマリ推力は高推力のまま推移するため、プライマリ推力及びセカンダリ推力ともに高い推力を保持し、全体として油圧負荷は高い状態にある。
(Downshift in areas where the thrust ratio is 1 or more)
When downshifting is performed by increasing the gear ratio from β1 ′ to β2 ′, it is necessary to reduce the belt rotation radius of the primary pulley and increase the belt rotation radius of the secondary pulley.
Similarly to the region where the thrust ratio is 1 or more, in the prior art, in order to achieve downshift by increasing the belt rotation radius of the secondary pulley on the low thrust side, the secondary thrust is increased to correspond to the target gear ratio. Ensure differential thrust and shift speed. At this time, since the primary thrust on the high thrust side remains high, the primary thrust and the secondary thrust are both kept high, and the hydraulic load is high as a whole.
本実施形態では、高推力側であるプライマリプーリ310におけるベルト回転半径を縮径してダウンシフトを達成するため、プライマリ推力F*priを減少させて目標変速比に対応する差推力を確保する。このとき目標プライマリ推力F*priの値がプーリ推力の滑り下限値を下回った場合、プライマリ推力指令値Fpriを滑り下限値に保持するとともに、滑り限界値と目標プライマリ推力F*Priの差分値ΔFpを演算し、この差分値ΔFpをセカンダリ推力指令値Fsecに加算する。
In this embodiment, in order to achieve downshift by reducing the belt rotation radius in the
したがって、推力比1以上の領域内のダウンシフトにおいて、従来技術にあってはプライマリ推力及びセカンダリ推力ともに高い推力を保持するため油圧負荷が高くなるが、本実施形態においては高推力のプライマリ推力指令値Fpriを下げることで油圧負荷を低減している。また、目標プライマリ推力F*priの値がプーリ推力の滑り限界値を下回った場合、プライマリ推力指令値Fpriを滑り限界値に保持するとともに、滑り下限値と目標プライマリ推力F*priの差分値ΔFpを演算し、この差分値ΔFpをセカンダリ推力指令値Fsecに加算することで、応答性を確保している。 Therefore, in the downshift in the region where the thrust ratio is 1 or more, in the prior art, the hydraulic load increases because both the primary thrust and the secondary thrust are kept high, but in this embodiment, the primary thrust command of the high thrust is high. The hydraulic load is reduced by lowering the value Fpri. Further, when the value of the target primary thrust F * pri falls below the slip limit value of the pulley thrust, the primary thrust command value Fpri is held at the slip limit value, and the difference value ΔFp between the slip lower limit value and the target primary thrust F * pri And the difference value ΔFp is added to the secondary thrust command value Fsec to ensure responsiveness.
(推力比1以上の領域におけるアップシフト)
変速比をβ1´からβ3´に減少させてアップシフトを行う場合は、プライマリプーリのベルト回転半径を拡径し、セカンダリプーリのベルト回転半径を縮径する必要がある。
推力比1未満の領域と同様、従来技術にあっては低推力側であるセカンダリプーリのベルト回転半径を縮径するためセカンダリ推力を減少させて目標変速比に対応する差推力を確保し、変速を達成しようとするが、目標変速比β3に対応するセカンダリ推力がすべり下限値を下回るため、目標セカンダリ推力とすべり下限値の差分Bを演算し、この差分Bを高推力側推力であるプライマリ推力に加算する。
(Upshift in the area where the thrust ratio is 1 or more)
When performing an upshift by reducing the gear ratio from β1 ′ to β3 ′, it is necessary to increase the belt rotation radius of the primary pulley and reduce the belt rotation radius of the secondary pulley.
Similarly to the region where the thrust ratio is less than 1, in the prior art, the secondary thrust is reduced in order to reduce the belt rotation radius of the secondary pulley on the low thrust side, thereby ensuring a differential thrust corresponding to the target gear ratio, and However, since the secondary thrust corresponding to the target gear ratio β3 is below the slip lower limit, the difference B between the target secondary thrust and the slip lower limit is calculated, and this difference B is used as the primary thrust that is the high thrust side thrust. Add to.
本実施形態では、低推力側プーリ推力であるセカンダリ推力が滑り下限推力に保持されているため、プライマリプーリ310のベルト回転半径を拡径すべく、プライマリ推力F*secを増加させて目標変速比に対応する差推力を確保する。
したがって、推力比1以上の領域内のアップシフトにおいては、従来技術及び本実施形態ともにセカンダリ推力を滑り下限推力に保持し、プライマリ推力を増加させることによりダウンシフトを行う。そのため両者ともに油圧が増加する。
In this embodiment, the secondary thrust, which is the low thrust side pulley thrust, is held at the lower slip thrust, so that the primary thrust F * sec is increased to increase the belt rotation radius of the
Therefore, in the upshift in the region where the thrust ratio is 1 or more, both the conventional technique and the present embodiment hold the secondary thrust at the lower slip limit and perform the downshift by increasing the primary thrust. As a result, both increase the hydraulic pressure.
[2−2:推力比1以上の領域における経時変化の対比]
図11は、推力比RFが1以上の領域でダウンシフトを行う場合における従来技術と本実施形態における各プーリ推力の経時変化を示すタイムチャートである。図11(a)に従来技術のタイムチャートを、図11(b)に本願ベルト式無段変速機の油圧制御装置によるプーリ推力制御のタイムチャートを示す。
図11に示す経時変化は時刻t11〜t14が図9の時刻t1〜t4にそれぞれ対応し、各時刻における各プーリ推力の変化は図9に示す実変速比1未満の領域でのアップシフトの場合と同じ変化を示すため説明は省略する。
[2-2: Contrast of change with time in a region where the thrust ratio is 1 or more]
FIG. 11 is a time chart showing the change over time of each pulley thrust in the prior art and in the present embodiment when downshifting is performed in a region where the thrust ratio RF is 1 or more. FIG. 11A shows a time chart of the prior art, and FIG. 11B shows a time chart of pulley thrust control by the hydraulic control device of the belt type continuously variable transmission of the present application.
The time-dependent changes shown in FIG. 11 correspond to the times t11 to t14 corresponding to the times t1 to t4 in FIG. 9, and the changes in the pulley thrust at each time are upshifts in the region where the actual gear ratio is less than 1 shown in FIG. Since the same change is shown, the description is omitted.
[本実施形態の効果]
従来技術にあっては、ベルトスリップを回避しつつ変速応答性を確保するため、プーリ推力に下限を設定し、低い推力を持つプーリのベルト回転半径を目標変速比に対応した回転半径となるよう推力を演算して目標変速比に対応する差推力を確保し、この推力が下限推力を下回った場合は下限推力に保持している。また、保持することで低い推力を持つプーリのベルト回転半径の時間変化率が減少して応答性が悪化することを回避するため、推力と下限推力の差分をとり、この差分を高い推力を持つプーリの推力指令値に加算して応答性を確保していた。
[Effect of this embodiment]
In the prior art, in order to ensure speed change response while avoiding belt slip, a lower limit is set for the pulley thrust so that the belt turning radius of the pulley with low thrust becomes the turning radius corresponding to the target gear ratio. The thrust is calculated to ensure a differential thrust corresponding to the target gear ratio, and when this thrust falls below the lower limit thrust, it is held at the lower limit thrust. Also, in order to avoid the deterioration of responsiveness by reducing the rate of time change of the belt rotation radius of pulleys with low thrust by holding, the difference between thrust and lower limit thrust is taken, and this difference has high thrust Responsiveness was ensured by adding to the thrust command value of the pulley.
しかしながら、上記従来技術にあっては、推力比RFが1未満の領域でアップシフトを行う場合、高い推力を保持するセカンダリプーリの推力指令値は高いままであり、さらに低い推力のプライマリプーリの推力指令値を増加させることで、全体として高い油圧が必要となり、燃費向上の妨げとなるという課題があった。また、推力比RFが1以上の領域でダウンシフトを行う場合にも、高い推力を保持するプライマリプーリの推力指令値は高いままであり、さらに低い推力を保持するセカンダリプーリの推力指令値を増加させるため同様の課題が発生する。 However, in the above prior art, when the upshift is performed in a region where the thrust ratio RF is less than 1, the thrust command value of the secondary pulley that maintains a high thrust remains high, and the thrust of the primary pulley with a lower thrust By increasing the command value, a high hydraulic pressure is required as a whole, which hinders improvement in fuel consumption. In addition, even when downshifting is performed in a region where the thrust ratio RF is 1 or more, the thrust command value of the primary pulley that holds high thrust remains high, and the thrust command value of the secondary pulley that holds lower thrust increases. Therefore, the same problem occurs.
これに対し本実施形態では、高い油圧をかけられている側のプーリの推力を減少させて目標変速比ip*に対応した差推力を確保するため、低推力プーリの推力指令値を滑り下限推力に保持しつつ、高推力プーリの推力指令値を低下させて目標変速比に対応する差推力を確保し、変速を行うこととした。また、目標変速比に対応した高推力プーリの推力指令値が滑り下限推力を下回った場合、滑り下限推力と高推力プーリの推力指令値の差分値をとり、この差分値を低推力プーリの推力指令値に加算することとした。 On the other hand, in this embodiment, in order to reduce the thrust of the pulley on the side where high hydraulic pressure is applied and to secure a differential thrust corresponding to the target gear ratio ip *, the thrust command value of the low thrust pulley is changed to the lower limit thrust. The thrust command value of the high-thrust pulley is lowered while securing the differential thrust corresponding to the target gear ratio, and the gear is shifted. Also, if the thrust command value of the high thrust pulley corresponding to the target gear ratio falls below the slip lower limit thrust, the difference value between the slip lower limit thrust and the thrust command value of the high thrust pulley is taken, and this difference value is the thrust of the low thrust pulley. It was decided to add to the command value.
これにより、推力比RFが1未満の領域でアップシフトを行う場合、低い推力を保持するプライマリプーリ310の推力指令値は低いままとしつつ、高い推力を保持するセカンダリプーリ320の推力を減少させることが可能となる。また、推力比RFが1以上の領域でダウンシフトを行う場合にも、低い推力を保持するセカンダリプーリ320の推力指令値は低いままとしつつ、高い推力を保持するプライマリプーリ310の推力を減少させることが可能となる。よって、ベルトスリップを回避しつつ、不必要な油圧発生を回避することでエンジン負荷を低減し、燃費及びベルト寿命の向上を図ったベルト式無段変速機の油圧制御装置を提供することができる(請求項1に対応)。
Accordingly, when the upshift is performed in a region where the thrust ratio RF is less than 1, the thrust command value of the
また、目標変速比に対応した高推力プーリの推力指令値が滑り下限推力を下回った場合、滑り下限推力と高推力プーリの推力指令値の差分値をとり、この差分値を低推力プーリの推力指令値に加算することで、高推力プーリが推力指令値に保持された場合であっても、低推力プーリの推力を必要最低限増加させることで応答性を確保することが可能となる。よって、ベルトスリップを回避しつつ、燃費向上と応答性確保を同時に達成したベルト式無段変速機の油圧制御装置を提供することができる(請求項2に対応)。 Also, if the thrust command value of the high thrust pulley corresponding to the target gear ratio falls below the slip lower limit thrust, the difference value between the slip lower limit thrust and the thrust command value of the high thrust pulley is taken, and this difference value is the thrust of the low thrust pulley. By adding to the command value, even when the high thrust pulley is held at the thrust command value, it is possible to ensure responsiveness by increasing the thrust of the low thrust pulley to the minimum necessary. Therefore, it is possible to provide a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission that avoids belt slip and simultaneously achieves improved fuel efficiency and secures responsiveness (corresponding to claim 2).
また、CVTコントロールユニット100はプライマリ回転センサ102、セカンダリ回転センサ103,スロットル開度センサ105,エンジン回転センサ104,車速センサ101の検出値に基づいて制御を行うこととした。これにより、ベルトスリップを回避しつつ、制御応答性を向上させることができる(請求項3に対応)。
また、コントロールユニット100は、目標変速速度を得るために、差推力dFを演算し、実変速比ipを目標変速比ip*に追従させるために、フィードバック制御量Ufbを設定し、さらに、推力比RFの変化率を等しくするために補正値αを算出して、下式により、推力指令値Fpri,Fsecを算出することにより、変速制御時の各制御パラメータに役割分担させて制御の安定性を向上させることができる。
Further, the
Further, the
Fsec=Fs*+Uin,Uin=dF+α・Ufb又はUin=α・(dF+Ufb)
Fpri=Fp*+Uin,Uin==dF+α・Ufb又はUin=α・(dF+Ufb)
なお、補正値αによりフィードバック制御量Ufb及び差推力dFの両方を補正した方が推力比RFの変化率を等しくするためには好ましいが、フィードバック制御量Ufbのみを補正しても一定の効果がある。
Fsec = Fs * + Uin, Uin = dF + α · Ufb or Uin = α · (dF + Ufb)
Fpri = Fp * + Uin, Uin == dF + α · Ufb or Uin = α · (dF + Ufb)
Although it is preferable to correct both the feedback control amount Ufb and the differential thrust dF with the correction value α in order to make the rate of change of the thrust ratio RF equal, even if only the feedback control amount Ufb is corrected, a certain effect is obtained. is there.
[その他]
以上、本発明を実施するための最良の形態を実施形態に基づいて説明してきたが、本発明の具体的な構成は各実施形態に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても、本発明に含まれる。
[Others]
As described above, the best mode for carrying out the present invention has been described based on the embodiment. However, the specific configuration of the present invention is not limited to each embodiment, and the scope of the invention is not deviated. Design changes and the like are included in the present invention.
10 エンジン
20 トルクコンバータ
30 前後進クラッチ
40 オイルポンプ
51 第1調圧弁
52 第2調圧弁
71 プライマリ調圧弁
72 セカンダリ調圧弁
100 コントロールユニット
101 車速センサ
102 プライマリ回転センサ
103 セカンダリ回転センサ
104 エンジン回転センサ
105 スロットル開度センサ
108 プライマリソレノイド
109 セカンダリソレノイド
106 油圧変換部
107 電流変換部
200 変速比制御部
201 目標変速比演算部
202 実変速比演算部
203 入力トルク演算部
204 滑り下限推力演算部
205 推力比演算部
206 基礎バランス推力演算部
207 差推力演算部
208 補正値演算部
209 変速フィードバック制御部(変速フィードバック量演算部)
210 滑り防止及び油圧最小推力配分演算部(以下、推力配分演算部)
310 プライマリプーリ
311 プライマリスライドプーリ
320 セカンダリプーリ
321 セカンダリスライドプーリ
DESCRIPTION OF
210 Anti-slip and hydraulic minimum thrust distribution calculation unit (hereinafter referred to as thrust distribution calculation unit)
310
Claims (6)
前記油圧推力に応じて前記駆動側プーリ及び前記従動側プーリの前記回転半径を変化させる油圧式アクチュエータと、
車両情報を検出する車両情報検出手段と、
前記車両情報検出手段により検出された車両情報に基づいて、前記駆動側プーリ及び前記従動側プーリに対する前記油圧推力を演算し、この演算値に基づいて前記油圧式アクチュエータを制御するコントロールユニットとを備え、
前記コントロールユニットは、
前記車両情報に基づいて目標変速比を演算し、該目標変速比を維持するための前記駆動側プーリに対する油圧推力と前記従動側プーリに対する油圧推力との比である推力比を演算し、前記駆動側プーリ及び前記従動側プーリの回転に対して前記ベルトが滑らない油圧推力の下限値である駆動側滑り下限値及び従動側滑り下限値を演算し、
前記推力比が1未満の場合、前記駆動側滑り下限値を前記駆動側プーリの目標油圧推力である第1駆動側目標油圧推力に設定し、且つ、前記駆動側滑り下限値と前記目標変速比とに基づいて前記従動側プーリの目標油圧推力である第1従動側目標油圧推力を演算し、
前記推力比が1以上の場合、前記従動側滑り下限値を前記従動側プーリの目標油圧推力である第2従動側目標油圧推力に設定し、且つ、前記従動側滑り下限値と前記目標変速比とに基づいて前記駆動側プーリの目標油圧推力である第2駆動側目標油圧推力を演算し、
さらに、前記油圧推力比が1未満である場合、該目標変速比を維持するための前記従動側プーリの油圧推力である従動側基礎バランス推力に、変速時に必要な制御推力量を加減算した値を前記第1従動側目標油圧推力の候補値として演算し、前記従動側すべり下限値と前記第1従動側目標油圧推力候補値とを比較し、前記第1従動側目標油圧推力候補値が前記従動側すべり下限値よりも大きい場合、前記第1従動側目標油圧推力候補値を前記第1従動側目標油圧推力とし、前記従動側すべり下限値が前記第1従動側目標油圧推力候補値よりも大きい場合、前記従動側すべり下限値と前記第1従動側目標油圧推力候補値との差分である従動側差分値を演算し、前記駆動側すべり下限値とこの従動側差分値との和を前記第1駆動側目標油圧推力とするともに、前記従動側すべり下限値を前記第1従動側目標油圧推力とし、
前記油圧推力比が1以上である場合、該目標変速比を維持するための前記駆動側プーリの油圧推力である駆動側基礎バランス推力に、変速時に必要な制御推力量を加減算した値を前記第2駆動側目標油圧推力の候補値として演算し、前記駆動側すべり下限値と前記第2駆動側目標油圧推力候補値とを比較し、前記第2駆動側目標油圧推力候補値が前記駆動側すべり下限値よりも大きい場合、前記第2駆動側目標油圧推力候補値を前記第2駆動側目標油圧とし、前記駆動側すべり下限値が前記第2駆動側目標油圧推力候補値よりも大きい場合、前記駆動側すべり下限値と前記第2駆動側目標油圧推力候補値との差分である駆動側差分値を演算し、前記駆動側すべり下限値を前記第2駆動側目標油圧推力とするとともに、前記従動側すべり下限値とこの駆動側差分値との和を前記第2従動側目標油圧推力とする
ことを特徴とする、車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。 A belt-type continuously variable vehicle for a vehicle in which a driving pulley and a driven pulley are connected by a belt, and the rotational radius of the belt in both pulleys is changed by adjusting a hydraulic thrust applied to both pulleys, thereby adjusting a gear ratio. A hydraulic control device for a transmission,
A hydraulic actuator that changes the rotational radius of the driving pulley and the driven pulley according to the hydraulic thrust; and
Vehicle information detection means for detecting vehicle information;
A control unit that calculates the hydraulic thrust for the driving pulley and the driven pulley based on the vehicle information detected by the vehicle information detecting means, and controls the hydraulic actuator based on the calculated value. ,
The control unit is
A target gear ratio is calculated based on the vehicle information, a thrust ratio that is a ratio of a hydraulic thrust force to the driving pulley and a hydraulic thrust force to the driven pulley for maintaining the target gear ratio is calculated, and the driving A driving-side slip lower limit value and a driven-side slip lower limit value, which are lower limit values of hydraulic thrust at which the belt does not slip with respect to rotation of the side pulley and the driven pulley,
When the thrust ratio is less than 1, the drive-side slip lower limit value is set to a first drive-side target hydraulic thrust that is a target hydraulic thrust of the drive-side pulley, and the drive-side slip lower limit value and the target gear ratio A first driven target hydraulic thrust that is a target hydraulic thrust of the driven pulley is calculated based on
When the thrust ratio is 1 or more, the driven side slip lower limit value is set to a second driven side target hydraulic thrust that is a target hydraulic thrust of the driven pulley, and the driven side slip lower limit value and the target speed change ratio are set. And calculating a second drive-side target hydraulic thrust that is a target hydraulic thrust of the drive-side pulley ,
Further, when the hydraulic thrust ratio is less than 1, a value obtained by adding or subtracting a control thrust amount required at the time of shifting to a driven side basic balance thrust, which is a hydraulic thrust of the driven pulley for maintaining the target speed ratio. The first driven-side target hydraulic thrust candidate value is calculated as a candidate value of the first driven-side target hydraulic thrust, the driven-side slip lower limit value is compared with the first driven-side target hydraulic thrust candidate value, and the first driven-side target hydraulic thrust candidate value is When it is larger than the side slip lower limit value, the first driven side target hydraulic thrust candidate value is set as the first driven target hydraulic pressure thrust, and the driven side slip lower limit value is larger than the first driven side target hydraulic thrust candidate value. In this case, a driven side differential value that is a difference between the driven side slip lower limit value and the first driven side target hydraulic thrust candidate value is calculated, and the sum of the drive side slip lower limit value and the driven side differential value is calculated as the first value. 1 drive side target hydraulic thrust and Rutomoni, the driven side slip limit value and the first driven side target hydraulic thrust,
When the hydraulic thrust ratio is 1 or more, a value obtained by adding or subtracting a control thrust amount necessary for shifting to the driving side basic balance thrust, which is the hydraulic thrust of the driving pulley for maintaining the target speed ratio, is the first value. 2 is calculated as a candidate value for the drive-side target hydraulic thrust, the drive-side slip lower limit value is compared with the second drive-side target hydraulic thrust candidate value, and the second drive-side target hydraulic thrust candidate value is compared with the drive-side slip When larger than the lower limit value, the second drive side target hydraulic thrust candidate value is set as the second drive side target hydraulic pressure, and when the drive side slip lower limit value is larger than the second drive side target hydraulic thrust candidate value, A drive-side differential value, which is a difference between the drive-side slip lower limit value and the second drive-side target hydraulic thrust candidate value, is calculated, the drive-side slip lower limit value is set as the second drive-side target hydraulic thrust, and the driven Side slip lower limit The sum of the driving-side difference value, characterized in that said second driven-side target hydraulic thrust, the hydraulic control device for a vehicular belt-type continuously variable transmission.
ことを特徴とする、請求項1記載の車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。 The vehicle information detecting means, an engine rotation sensor, the drive-side rotation sensor, the driven-side rotation sensor, a throttle opening sensor, and characterized in that it is a car speed sensor, a vehicle belt type continuously variable transmission according to claim 1, wherein Hydraulic control device for the machine.
目標変速速度を得るために、前記駆動側プーリに対する油圧推力と前記従動側プーリに対する油圧推力との差である差推力を演算し、
実変速比を前記目標変速比に追従させるために、前記目標変速比から算出される前記従動側プーリの目標ストローク変位と前記実変速比から算出される前記従動側プーリの実ストローク変位との差分であるストローク差分値と、フィードバック制御ゲインとに基づいて、前記油圧推力にかかるフィードバック制御量を演算し、
前記の第1又は第2駆動側目標油圧推力及び第1又は第2従動側目標油圧推力を、前記差推力と前記フィードバック制御量とにより補正した油圧推力に基づいて、前記油圧式アクチュエータを制御する
ことを特徴とする、請求項1又は2記載の車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。 The control unit is
In order to obtain a target shift speed, a differential thrust that is a difference between a hydraulic thrust for the driving pulley and a hydraulic thrust for the driven pulley is calculated,
The difference between the target stroke displacement of the driven pulley calculated from the target gear ratio and the actual stroke displacement of the driven pulley calculated from the actual gear ratio to cause the actual gear ratio to follow the target gear ratio. Based on the stroke difference value and the feedback control gain, the feedback control amount applied to the hydraulic thrust is calculated,
The hydraulic actuator is controlled based on a hydraulic thrust obtained by correcting the first or second drive side target hydraulic thrust and the first or second driven side target hydraulic thrust by the differential thrust and the feedback control amount. The hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1 or 2 , characterized by the above.
前記駆動側すべり下限値及び前記従動側すべり下限値に基づいて、前記推力比の変化率を等しくするための補正値を算出し、該補正値により前記フィードバック制御量を補正した上で、前記油圧式アクチュエータを制御する
ことを特徴とする、請求項3記載の車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。 The control unit is
Based on the drive-side slip lower limit value and the driven-side slip lower limit value, a correction value for equalizing the change rate of the thrust ratio is calculated, and the feedback control amount is corrected by the correction value, and then the hydraulic pressure 4. The hydraulic control device for a vehicle belt-type continuously variable transmission according to claim 3 , wherein the actuator is controlled.
前記駆動側すべり下限値及び前記従動側すべり下限値に基づいて、前記推力比の変化率を等しくするための補正値を算出し、該補正値により前記差推力と前記フィードバック制御量とをそれぞれ補正した上で、前記油圧式アクチュエータを制御する
ことを特徴とする、請求項3記載の車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。 The control unit is
Based on the driving-side slip lower limit value and the driven-side slip lower limit value, a correction value for equalizing the change rate of the thrust ratio is calculated, and the differential thrust and the feedback control amount are respectively corrected by the correction value. The hydraulic control device for a vehicle belt type continuously variable transmission according to claim 3 , wherein the hydraulic actuator is controlled.
ことを特徴とする、請求項4又は5記載の車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。 The correction value for equalizing the rate of change of the thrust ratio is obtained by calculating the drive side slip lower limit value and the driven side slip lower limit value from the hydraulic thrust at which the drive side base balance thrust and the drive side base balance thrust match. 6. The belt-type continuously variable transmission for a vehicle according to claim 4 or 5 , characterized in that the transmission gear ratio at which the stroke displacement of each pulley is neutral is made dimensionless by using a hydraulic thrust between a slip lower limit value of 1. Hydraulic control device for the machine.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2005325272A JP4729387B2 (en) | 2005-11-09 | 2005-11-09 | Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission for vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2005325272A JP4729387B2 (en) | 2005-11-09 | 2005-11-09 | Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission for vehicle |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2007132419A JP2007132419A (en) | 2007-05-31 |
JP4729387B2 true JP4729387B2 (en) | 2011-07-20 |
Family
ID=38154248
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2005325272A Active JP4729387B2 (en) | 2005-11-09 | 2005-11-09 | Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission for vehicle |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP4729387B2 (en) |
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
CN102762899A (en) * | 2010-02-26 | 2012-10-31 | 丰田自动车株式会社 | Controller of continuously variable transmission |
Families Citing this family (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
EP2307769B1 (en) * | 2008-06-30 | 2013-10-23 | Robert Bosch GmbH | Method for controlling a friction transmission such as a friction clutch or a continuously variable transmission |
WO2011145222A1 (en) * | 2010-05-21 | 2011-11-24 | トヨタ自動車株式会社 | Vehicle gear shifting control device |
JP6995081B2 (en) * | 2019-04-16 | 2022-01-14 | 本田技研工業株式会社 | Belt type continuously variable transmission |
Citations (11)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS61167761A (en) * | 1985-01-18 | 1986-07-29 | Toyota Motor Corp | Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission |
JPS62149526A (en) * | 1985-12-25 | 1987-07-03 | Fuji Heavy Ind Ltd | Controller for non-stage transmission |
JPH06117530A (en) * | 1992-09-30 | 1994-04-26 | Honda Motor Co Ltd | Controller for belt type continuously variable transmission |
JPH0972397A (en) * | 1995-09-01 | 1997-03-18 | Honda Motor Co Ltd | Belt type continuously variable transmission |
JP2000018347A (en) * | 1998-07-03 | 2000-01-18 | Honda Motor Co Ltd | Speed change control method of belt type continuously variable transmission |
JP2002039352A (en) * | 2000-07-24 | 2002-02-06 | Honda Motor Co Ltd | Transmission control device of belt type continuously variable transmission |
JP2002206633A (en) * | 2001-01-10 | 2002-07-26 | Honda Motor Co Ltd | Control device of belt-type continuously variable transmission |
JP2004092809A (en) * | 2002-08-30 | 2004-03-25 | Jatco Ltd | Belt type continuously variable transmission |
JP2004092669A (en) * | 2002-08-29 | 2004-03-25 | Jatco Ltd | Belt type continuously variable transmission |
JP2004324751A (en) * | 2003-04-24 | 2004-11-18 | Jatco Ltd | Speed change controller of belt type continuously variable transmission |
JP2005291290A (en) * | 2004-03-31 | 2005-10-20 | Jatco Ltd | Belt-type continuously variable transmission |
-
2005
- 2005-11-09 JP JP2005325272A patent/JP4729387B2/en active Active
Patent Citations (11)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS61167761A (en) * | 1985-01-18 | 1986-07-29 | Toyota Motor Corp | Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission |
JPS62149526A (en) * | 1985-12-25 | 1987-07-03 | Fuji Heavy Ind Ltd | Controller for non-stage transmission |
JPH06117530A (en) * | 1992-09-30 | 1994-04-26 | Honda Motor Co Ltd | Controller for belt type continuously variable transmission |
JPH0972397A (en) * | 1995-09-01 | 1997-03-18 | Honda Motor Co Ltd | Belt type continuously variable transmission |
JP2000018347A (en) * | 1998-07-03 | 2000-01-18 | Honda Motor Co Ltd | Speed change control method of belt type continuously variable transmission |
JP2002039352A (en) * | 2000-07-24 | 2002-02-06 | Honda Motor Co Ltd | Transmission control device of belt type continuously variable transmission |
JP2002206633A (en) * | 2001-01-10 | 2002-07-26 | Honda Motor Co Ltd | Control device of belt-type continuously variable transmission |
JP2004092669A (en) * | 2002-08-29 | 2004-03-25 | Jatco Ltd | Belt type continuously variable transmission |
JP2004092809A (en) * | 2002-08-30 | 2004-03-25 | Jatco Ltd | Belt type continuously variable transmission |
JP2004324751A (en) * | 2003-04-24 | 2004-11-18 | Jatco Ltd | Speed change controller of belt type continuously variable transmission |
JP2005291290A (en) * | 2004-03-31 | 2005-10-20 | Jatco Ltd | Belt-type continuously variable transmission |
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
CN102762899A (en) * | 2010-02-26 | 2012-10-31 | 丰田自动车株式会社 | Controller of continuously variable transmission |
CN102762899B (en) * | 2010-02-26 | 2015-03-18 | 丰田自动车株式会社 | Controller of continuously variable transmission |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JP2007132419A (en) | 2007-05-31 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
US7546196B2 (en) | Line pressure control apparatus for belt-drive continuously variable transmission | |
KR100693256B1 (en) | Oil pressure control device for belt type continously variable transmission | |
JP4731505B2 (en) | Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission | |
US8280597B2 (en) | Control apparatus of automatic transmission | |
JP4849870B2 (en) | Control device for continuously variable transmission for automobile | |
JP4889757B2 (en) | Belt-type continuously variable transmission and its shift control method | |
JP4017945B2 (en) | Belt type continuously variable transmission | |
JP4034148B2 (en) | Belt type continuously variable transmission | |
US6916269B2 (en) | System and method of controlling line pressure for V-belt type continuously variable transmission | |
JP4729387B2 (en) | Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission for vehicle | |
KR101918429B1 (en) | Continuously variable transmission control device and control method | |
JP4164057B2 (en) | Belt type continuously variable transmission | |
JP4590343B2 (en) | Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission for vehicle | |
WO2011145222A1 (en) | Vehicle gear shifting control device | |
JP5765168B2 (en) | Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission for vehicle | |
JP5737013B2 (en) | Control device for continuously variable transmission for vehicle | |
JP4212541B2 (en) | Control device for continuously variable transmission | |
JP5505324B2 (en) | Control device for belt type continuously variable transmission for vehicle | |
JP2001248717A (en) | Line pressure control device for continuously variable transmission | |
JP2007170595A (en) | Vehicle | |
JP2008039154A (en) | Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission | |
JP2008014363A (en) | Control device for continuously variable transmission of vehicle | |
JP2008075800A (en) | Line pressure control device for belt type continuously variable transmission |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20070808 |
|
A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20100402 |
|
A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20101130 |
|
A521 | Request for written amendment filed |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20110128 |
|
TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20110405 |
|
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 |
|
A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20110418 |
|
R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Ref document number: 4729387 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20140422 Year of fee payment: 3 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20140422 Year of fee payment: 3 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20150422 Year of fee payment: 4 |
|
S111 | Request for change of ownership or part of ownership |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R313114 |
|
R350 | Written notification of registration of transfer |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R350 |
|
S111 | Request for change of ownership or part of ownership |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R313117 |
|
R350 | Written notification of registration of transfer |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R350 |